汽油壓燃發(fā)動機燃燒特性和污染物排放的試驗研究

賈會星，趙 妞，楊 誠，陳偉國，潘金元

（1.滁州職業(yè)技術(shù)學院 機械與汽車工程學院，滁州 239000；2.皖江工學院 機械工程學院，馬鞍山 243031；3.奇瑞汽車股份有限公司發(fā)動機工程研究院，蕪湖 241006）

0 概述

各國油耗和排放法規(guī)日趨嚴苛，汽車制造商和研究機構(gòu)致力于開發(fā)新的發(fā)動機燃燒模式，以同時實現(xiàn)高熱效率和低污染物排放。低溫燃燒模式由于具有較高的熱效率和較低的排放，受到國內(nèi)外廣泛關(guān)注。低溫燃燒最早以汽油均質(zhì)充量壓燃（homogeneous charge compression ignition，HCCI）的燃燒模式為代表［1-3］。在稀燃模式下，配合高壓縮比，HCCI 在缸內(nèi)實現(xiàn)多點點火，具有較快的燃燒速度和較高的缸內(nèi)壓力升高率，能顯著提高熱效率，降低氮氧化物、碳煙等污染物的排放［4-5］。但HCCI 燃燒模式的燃燒進程由燃料化學動力學控制，燃燒相位難以精確控制，導致在低負荷下容易失火而高負荷時爆震嚴重，造成HCCI 的運行工況嚴重受限。在缸內(nèi)實現(xiàn)混合氣分層能實現(xiàn)放熱速率的控制。為改善汽油HCCI 燃燒模式的缺點，有關(guān)學者開發(fā)了缸內(nèi)混合氣分層的汽油壓燃（gasoline compression ignition，GCI）燃燒模式［6-9］。

GCI 燃燒模式通過在壓縮上止點附近向缸內(nèi)噴入汽油實現(xiàn)缸內(nèi)混合氣分層，從而控制汽油壓縮點火的燃燒［10］。在GCI 燃燒模式下，利用汽油的高揮發(fā)性和長著火延遲期形成較好的油氣混合氣，從而實現(xiàn)較低的氮氧化物、碳煙排放和較高的熱效率。對比HCCI 燃燒模式，GCI 燃燒模式運行工況范圍寬，燃燒相位易于控制［11-13］。

國內(nèi)研究方面，文獻［14］中在一臺壓縮比為17的壓燃單缸機上研究了噴射壓力對GCI 的影響，結(jié)果表明，隨著噴射壓力提高，GCI 著火時刻提前，燃燒速度加快，HC 和CO 污染物排放降低，但爆震趨勢提高，NOx排放增加。文獻［15］中研究了進氣溫度對GCI 燃燒和排放的影響，結(jié)果表明，進氣溫度對GCI 的燃燒影響較大，進氣溫度為323 K 時GCI可實現(xiàn)穩(wěn)定運行；隨著進氣溫度的提高，缸內(nèi)最高燃燒壓力和放熱率提高，熱效率提升，HC 和CO 排放降低，NOx排放提高。文獻［16］中研究了兩次噴射和廢氣再循環(huán)（exhaust gas recirculation，EGR）對GCI 的影響，結(jié)果表明較小的兩次噴射間隔和較大的第一次噴射比例能降低最大壓力升高率，取得較好的排放；隨著EGR 率的提高，NOx排放減少，碳煙排放提高，指示熱效率下降。文獻［17］中研究了GCI 的爆震特性，結(jié)果表明隨著噴油時刻的提前，GCI 的壓力振蕩強度提高，壓力振蕩頻率降低；兩次噴射有利于提高GCI 的燃燒穩(wěn)定性，但較大的預(yù)噴量會導致不可控的爆震。國外研究方面，文獻［18］中在一臺2.0 L 的單缸機上研究了GCI 預(yù)噴的影響，結(jié)果表明，隨著預(yù)噴時刻的推遲，分層比例提高，壓力升高率和指示燃油消耗降低；由于燃燒溫度的降低，NOx排放降低；最終獲得了47.8% 的指示熱效率。文獻［19］中的研究結(jié)果表明，GCI 的NOx排放比柴油壓燃（diesel compression ignition，DCI）的低，并實現(xiàn)了GCI 燃燒模式下42% 的有效熱效率。文獻［20］中研究了GCI 的增壓壓力和過量空氣系數(shù)λ 的影響，結(jié)果表明，增壓壓力和λ 對燃燒和排放有較大影響。文獻［21］中在一臺2.2 L 的柴油機上進行的GCI 研究表明，GCI 和DCI 分別獲得了43.4% 和41.0% 的有效熱效率，兩種燃燒模式的NOx排放差別較小，GCI 有更高的熱效率和更低的EGR 需求。文獻［22］中研究了GCI 噴射策略的影響，結(jié)果表明較高的噴射壓力有利于提高燃燒完全度和燃燒穩(wěn)定性，降低NOx和HC 排放。文獻［23］中對GCI 的研究表明，汽油中添加少量的柴油可以提高GCI 的燃燒穩(wěn)定性，但是NOx排放會提高。

綜上所述，已有研究雖針對汽油壓燃燃燒模式開展了大量研究工作，但主要仍聚焦于燃燒過程的對比，在后處理系統(tǒng)與燃燒模式的匹配方面研究相對較少。基于以上問題，本文中針對一臺2.0 L 柴油機，通過對燃燒系統(tǒng)進行適應(yīng)性改造，試驗研究了汽油壓燃模式與柴油壓燃模式對發(fā)動機燃燒與排放的影響，同時基于整車測試循環(huán)試驗研究了汽油壓燃模式下后處理系統(tǒng)對排放的影響規(guī)律，為GCI 燃燒模式的工程應(yīng)用提供基礎(chǔ)研究數(shù)據(jù)與理論應(yīng)用指導。

1 試驗研究平臺和試驗條件

1.1 試驗研究平臺

試驗發(fā)動機為一臺2.0 L 柴油發(fā)動機，壓縮比為17，匹配200 MPa 的高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)，進氣形式為配備水冷中冷器的電控可變截面渦輪增壓（variable geometry turbocharger，VGT），同時配備高壓和低壓EGR 系統(tǒng)。發(fā)動機主要參數(shù)如表1 所示。

表1 發(fā)動機主要參數(shù)

發(fā)動機臺架測試系統(tǒng)布置如圖1 所示。圖中，TWC 表示三元催化器（three-way catalyst，TWC），LNT 表示NOx捕集器（lean NOxtrap，LNT），PSCR表示被動選擇性催化還原器（passive selective catalytic reduction，PSCR）。發(fā)動機測功機為AVL PUMA 2.0，油耗儀為AVL733S 瞬態(tài)油耗儀，燃燒室缸壓測量采用打孔式的KISTLER 6054BR 缸壓傳感器，缸壓曲線采集及燃燒數(shù)據(jù)計算使用AVL Indicom燃燒分析儀，氣態(tài)排放物采用HORIBA MEXA 7500HEGR 測量，煙度（filter smoke number，F(xiàn)SN）采用AVL 415S 測量。水溫和油溫控制在85 ℃。每個工況點AVL Indicom 記錄200 個循環(huán)的缸壓數(shù)據(jù)進行平均，以消除測量誤差，采樣分辨率為0.25°。選取市售92 號汽油和0 號柴油作為燃料。

圖1 試驗發(fā)動機臺架示意圖

1.2 數(shù)據(jù)分析方法與研究方案

CA10 定義為累計放熱量10% 的時刻，為燃燒開始時刻；CA50 定義為累計放熱量50% 的時刻，為燃燒相位；CA90 定義為累計放熱量90% 的時刻，為燃燒結(jié)束時刻；著火延遲期定義為燃燒開始點與噴油開始點之差；燃燒持續(xù)期定義為CA10 與CA90對應(yīng)時間之差。

調(diào)整噴射時刻，將缸內(nèi)壓力升高率控制在0.8 MPa/（°）以下，CA50 控制在上止點后（after the dead center，ATDC）10°附近。調(diào)整EGR 率，將各個工況下的NOx排放控制在5 g/（kW·h）以內(nèi)。FSN 煙度控制在1 以內(nèi)。在以上限制條件下，調(diào)整噴射時刻、噴射質(zhì)量、空燃比，以獲得最小的有效燃油消耗率。

首先研究了試驗轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、平均有效壓力（brake mean effective pressure，BMEP）為0.4 MPa～0.9 MPa 的部分負荷的燃燒和污染物排放。之后對DCI 燃燒模式在某車型下的全球輕型車統(tǒng)一測試循環(huán)（worldwide harmonized light vehicle test cycle，WLTC）試驗測試結(jié)果中的工況點進行聚類分組得到6 個聚類工況點，并對GCI 燃燒模式的排放后處理進行研究。WLTC 聚類點排放計算值可由式（1）表示。

式中，Ewltc為某排放物的WLTC 排放計算值；Ei為第i 個工況的某排放物的流量；Ti為第i 個工況運行的實際時間；D 為WLTC 循環(huán)的行駛里程［24-25］。

2 試驗結(jié)果及分析

2.1 燃燒和原始排放分析

對比研究了GCI 和DCI 在轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、BMEP 為0.4 MPa～0.9 MPa 的燃燒和原始污染物排放規(guī)律。圖2 為GCI 與DCI 的缸內(nèi)最高燃燒壓力和放熱率隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，試驗工況為1 500 r/min、0.6 MPa。GCI 的放熱時刻明顯推遲，但是放熱迅速，放熱結(jié)束時刻提前，最大放熱率高，放熱更加集中。雖然GCI 的放熱時刻推遲，但GCI 的缸內(nèi)壓力峰值更高。GCI 和DCI 的著火時刻分別為7.3°和3.6°。GCI 的著火時刻推遲，主要原因是汽油的抗爆性好，有更長的著火延遲期。GCI 更長的著火延遲期使油氣混合時間變長，此外汽油的揮發(fā)性能比柴油好，利于油氣混合，這均使著火時刻時GCI 燃燒模式下的可燃油氣混合物比例更大，放熱更加迅速，放熱率更高，最高燃燒壓力也更大。GCI 和DCI 的CA50 時刻分別為11.0°和8.9°，燃燒持續(xù)期分別為14.4°和30.1°，燃燒結(jié)束時刻分別為21.7°和33.7°。相比DCI，GCI 燃燒持續(xù)期大幅縮短，燃燒結(jié)束時刻明顯早于DCI。這是由于汽油具有較長的著火延遲期、較快的燃燒速度、較好的揮發(fā)性，減少了GCI 的燃燒持續(xù)期。這說明GCI 的燃燒進程更有利于提高燃燒的等容度和熱功轉(zhuǎn)換。

圖2 GCI 和DCI 的缸內(nèi)壓力和放熱率對比

對GCI 和DCI 相同轉(zhuǎn)速（1 500 r/min）下不同負荷（BMEP 0.4 MPa～0.9 MPa）工況進行了對比研究，不同負荷和燃燒模式下調(diào)整噴射參數(shù)、空燃比、EGR 率等以實現(xiàn)最小的燃油消耗率，同時將NOx排放控制在5 g/（kW·h）以內(nèi)。圖3 為GCI 與DCI 的有效熱效率（brake thermal efficiency，BTE）及最大壓力升高率（maximum pressure rise rate，MPRR）隨負荷的變化對比。如圖3 所示，隨著負荷的提高，GCI的熱效率迅速提高，在BMEP 為0.7 MPa 時達到最大值，之后下降。隨負荷的上升，DCI 的熱效率變化幅度比GCI 低。在負荷較低時（BMEP 小于0.5 MPa），GCI 的熱效率低于DCI，此時相比于DCI，GCI 的熱效率下降了1.3%。在BMEP 大于0.5 MPa 時，GCI 的熱效率明顯改善，明顯高于DCI。GCI 的熱效率在BMEP 為0.7 MPa 時達到了最大值，約43.0%。隨著負荷的升高，DCI 的最大壓力升高率先上升，在BMEP 為0.5 MPa 時達到最大值之后下降，總體上DCI 的最大壓力升高率變化幅度低于GCI。當BMEP 由0.4 MPa 增大到0.5 MPa 時，GCI 的最大壓力升高率顯著上升，在BMEP 為0.8 MPa 時達到最大值。當BMEP 為0.4 MPa 時，相比DCI，GCI的最大壓力升高率大幅下降；當BMEP 大于0.4 MPa時，GCI 的最大壓力升高率開始明顯大于DCI。這主要是因為低負荷時混合氣較稀，汽油的揮發(fā)性過強，且滯燃期長，油氣混合時間長，導致油氣過度混合，另外低負荷下燃燒溫度低，這均導致GCI 的燃燒速度慢，壓力升高率變低，燃燒不完全度提高，熱效率下降。隨著負荷的提高，混合氣濃度變濃，燃燒溫度提高，燃燒不完全度下降。此外汽油較好的揮發(fā)性和較長的滯燃期使得油氣混合較好，預(yù)混燃燒比例提高，燃燒速度加快，缸內(nèi)放熱率提高，壓力升高率變大，熱效率改善。這說明GCI 的高效燃燒工況存在一定的局限性。

圖3 GCI 與DCI 的BTE 和MPRR 隨負荷的變化對比

圖4 為GCI 與DCI 的NOx、FSN、CO、HC 排放隨負荷的變化。如圖4 所示，總體上GCI 與DCI的NOx排放差異較小，隨著負荷的增加，NOx排放呈先略微減小后增加的趨勢。相比DCI，在低負荷時GCI 的NOx排放較低，這是由于低負荷下燃燒溫度低，汽油的汽化潛熱大，在較低的燃燒溫度下進一步吸收熱量，降低了缸內(nèi)溫度，使得GCI 的燃燒過程中的局部溫度降低，NOx排放略微下降；隨著負荷的提高，GCI 提高了預(yù)混燃燒比例，瞬時放熱率提高，局部溫度有所上升。在以上兩種因素的作用下，較高負荷時，GCI 與DCI 的NOx排放較為接近。隨著負荷的提高，GCI 和DCI 的煙度升高。不同負荷下，相比DCI，GCI 的煙度明顯下降，但是隨著負荷的提高，GCI 和DCI 的煙度差異減小。這是由于汽油較好的揮發(fā)性促進了油氣混合，減小了過濃區(qū)域，減少了碳煙生成，因此GCI 的煙度得到改善。隨著負荷的增加，GCI 和DCI 的CO 和HC 排放均下降。GCI 在低負荷時的CO 和HC 排放的下降幅度明顯高于DCI。此外，不同負荷下GCI 的HC 和CO 排放明顯高于DCI，這是因為汽油較好的揮發(fā)性導致油氣過度混合產(chǎn)生較多HC 和CO 排放。CO 和HC 排放的變化趨勢相同，均隨負荷的升高而減少。低負荷時空燃比較大，缸內(nèi)存在混合氣過稀區(qū)域，提高了燃燒鏈式反應(yīng)中斷的概率，另一方面低負荷燃燒溫度低，降低了HC 和CO 的氧化程度，因此低負荷的HC 和CO 排放較高。較高負荷時，混合氣變濃，局部過稀區(qū)域減少，缸內(nèi)溫度提高，提高了HC 和CO 被氧化的效率。因此隨著負荷的提高，HC 和CO 排放減少。但不同負荷工況下，GCI 和DCI 的HC 和CO 排放變化幅度存在差異，GCI 的HC 和CO 排放隨負荷升高，降幅更大。主要原因在于汽油的揮發(fā)性較高，滯燃期長，油氣混合更加充分，過稀區(qū)域增多，燃燒速度減慢，燃燒溫度降低，使得低負荷時GCI 的HC 和CO 排放大幅上升。

圖4 GCI 與DCI 的NOx 排放、FSN、CO 排放、HC 排放隨負荷的變化

2.2 GCI 發(fā)動機后處理

傳統(tǒng)的柴油機后處理方案價格昂貴，汽油機后處理方案更加便宜和高效。本文中在汽油機后處理方案的基礎(chǔ)上，探索研究低成本的GCI 發(fā)動機后處理方案。

排氣中的氮氧化物是GCI 發(fā)動機后處理的難點。稀燃NOx捕集器（lean NOxtrap，LNT）和被動選擇性催化還原器（passive selective catalytic reduction，PSCR）的后處理組合能有效對排氣中的NOx進行處理。LNT 能吸附稀薄燃燒模式下產(chǎn)生的NOx。而在濃燃工況，產(chǎn)生的還原性氣體能將LNT 中吸附的NOx還原成N2。PSCR 能存儲傳統(tǒng)汽油機三元催化器（three-way catalyst，TWC）在濃燃工況產(chǎn)生的NH3，在稀燃模式下釋放NH3；稀燃模式下釋放的有很強還原性的NH3能將NOx還原成N2。此外，TWC 還能促進PSCR 內(nèi)的NH3選擇性催化還原反應(yīng)，提高NOx轉(zhuǎn)化效率。在GCI 發(fā)動機NOx后處理方面，LNT與PSCR 存在相互補充的關(guān)系，GCI 發(fā)動機的燃燒模式在濃燃與稀燃之間變換，耦合TWC+LNT/PSCR的后處理方案是一種低成本的GCI 發(fā)動機后處理方案。

后處理系統(tǒng)的安裝順序為TWC、LNT、PSCR，詳細參數(shù)如表2 所示。選擇DCI 發(fā)動機在某車型下實際測試的WLTC 工況的6 個聚類點進行試驗，以評估GCI 燃燒模式對WLTC 循環(huán)的污染物排放的影響。該款車型整備質(zhì)量為1 920 kg。WLTC 工況的6 個聚類點如表3 所示。

表2 后處理裝置參數(shù)

表3 WLTC 工況的6 個聚類點

WLTC 循環(huán)中的6 個聚類點下經(jīng)過后處理的NOx、HC、CO 的排放計算結(jié)果如圖5 所示，評估計算公式如式（1）所示。GCI 的NOx和CO 排放經(jīng)過后處理后排放相當。GCI 發(fā)動機采用TWC+LNT/PSCR 的后處理方案相比于DCI 采用傳統(tǒng)后處理方案時NOx與CO 排放均有所降低，降幅分別約為9% 和2%，HC 排放相對有所升高。該發(fā)動機所搭載某整備質(zhì)量1 920 kg 的車型的國六b 的NOx、HC、CO 排放限值分別為0.05 g/km、0.08 g/km、0.74 g/km。GCI 和DCI 計算的排放值均在國六b法規(guī)限值內(nèi)，這說明GCI 發(fā)動機采用TWC+LNT/PSCR 的后處理方案在滿足國六b 排放法規(guī)上具有一定的潛力。

圖5 WLTC 循環(huán)聚類點評估排放

3 結(jié)論

（1）在負荷較低時，由于油氣過度混合及缸內(nèi)溫度低，GCI 的有效熱效率低于DCI。隨著負荷的提高，GCI 的熱效率明顯改善。當負荷增加至0.8 MPa 時，GCI 的有效熱效率最多增加至約43.0%。

（2）不同燃燒模式下，NOx排放均隨負荷升高呈增加趨勢，且低負荷工況下，GCI 相比DCI 可顯著降低NOx排放。當負荷增加至0.8 MPa 以上時，GCI 的NOx排放逐漸高于DCI。

（3）基于某款車型實際測試的WLTC 循環(huán)的6個聚類點，但總體上不同污染物排放仍低于國六b排放法規(guī)限值。